液压传动课程设计专用机床液压系统

1、攀枝花学院学生课程设计说明书题 目:液压传动课程设计专用机床液压系统学生姓名:蒲 根 军 学 号:200410627089 所在院 (系 :机电工程学院专 业:机械设计制造及其自动化 班 级: 2004级机制一班指 导 教 师:陈永强 职称:副教授 二七 年 十二 月三十一日 摘 要现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系,结合的一个综合体。 液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式,液压传动系统的设计在 现代机械的设计工作中占有重要的地位。因此,液压传动课程是工科机械 类各专业都开设的一门重要课程。它既是一门理论课,也与生产实际有着密切 的联系。为了学好这样一门重要课程,除了在教学

2、中系统讲授以外,还应设置 课程设计教学环节,使学生理论联系实际,掌握液压传动系统设计的技能和方 法。液压传动课程设计的目的主要有以下几点:1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只 是,进行液压传动设计实践,是理论知识和生产实践机密结合起来,从而使这 些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件,尤其是各类标准元件的选用 原则和回路的组合方法,培养设计技能,提高学生分析和嫁接生产实际问题的 能力,为今后的设计工作打下良好的基础。3、通过设计,学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料(包括设计手 册、产品样本、标准和规范以及进行估算方面得到实

3、际训练。关键词 现代机械,液压传动系统,液压传动课程设计。目 录摘 要1 液压传动课程设计 22 负载与运动分析 33确定 液压系 统主要参 数 6 3. 1初选液压缸工作压力 63. 2计算液压缸主要尺寸 64 拟定液压系统原理图 10 4. 1选择基本回路 104. 2组成液压系统 125 计算和选择液压件 14 5. 1.确定液压泵的规格 14 5. 2 确定电动机功 155. 3 确定其它元件及辅件 156验算液压系统性能 19 6. 1验算系统压力损失 19 6. 2验算系统发热与温升 24 参考文献 26 致 谢 271 液压传动设计题目:在某专用机床上有一夹紧进给液压系统,完成工

4、件的先夹紧后、后 进给任务,工作原理如下:夹紧油缸:快进 慢进 达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸:快进 慢进 达到进给终点 快速退回夹紧油缸快速退回。夹紧缸快进速度:0.07m/s夹紧缸慢进速度:10mm/s最大夹紧力:30KN进给油缸快进速度:0.2m/s进给油缸慢进速度:0.02m/s最大切削力:110KN进给工作部件总质量:100m kg夹紧缸行程:用行程开关调节(最大 250mm 进给缸行程:用行程开关调节(最大 1000mm 2 负载与运动分析已知最大夹紧力为 30KN ,则夹紧油缸工作负载 130F KN =,液压缸的机械 效率取 0.9m =, 则推力 133.33m F K

5、N =, 由于夹紧工作工作部件总质量很小, 可以忽略。则惯性负载 10m F =,阻力负载 110fs fd F F =。夹紧缸快进、快退速度:11v = 13v =0.07m/s,夹紧缸慢进速度:12v =10mm/s。夹紧缸行程:用行程开关调节最大 250mm已知最大切削力为 110KN ,则进给油缸工作负载 2110F KN =。由式 m v F m t= 式 (2 1 式(2 1中 m 工作部件总质量v 快进或快退速度t 运动的加速、减速时间求得: 惯性负载 1110.21001000.2m v F m N N t = 阻力负载: 静摩擦阻力 0.21009.8196fS F N N

6、=动摩擦阻力 0.11009.898fd F N N =液压缸的机械效率取 0.9m =, 则推力 (2122331fd m F F N +=。 进给油缸快进、快退速度:111v =113v =0.2m/s,进给油缸慢进速度:112v =0.02m/s,进给缸行程:用行程开关调节最大 1000mm 。综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负 载表 2 1和表 2 2。表 2 1夹紧缸各工作阶段的负载 F(N 2 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可绘制出负载图 F -l 和速 度图 -l ,如图 2-1,图 2-2所示。夹紧缸负载图 F -l 进给缸负载图 F -l图 2-1夹紧缸速度图

7、-l 进给缸速度图 -l 图 2 - 2 3 确定液压系统主要参数3.1初选液压缸工作压力根据系统中夹紧油缸工作最大负载为 130F KN =,在工进时负载最大,在 其它工况负载很小参考表 3-1, 初选液压缸的工作压力 p 1=4MPa。 进给油缸工作 最大负载为 2124F KN =, 在工进时负载最大, 在其它工况负载较小, 参考表 3-1, 初选液压缸的工作压力 p 1=8MPa。3.2计算液压缸主要尺寸鉴于液压缸快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压 缸有 (A 1=2A 2 。 工进时为防止冲击现象, 液压缸的回油腔应有背压, 参考表 机 械设计手册选用有杆腔回油路

8、直接油缸,背压可忽略不计,选此背压为 p 2=0MPa。无杆腔回油路带调速阀的系统,这时参考机械设计手册可选取 背压为 p 2=0.5MPa。由 1122mFp A p A -=, 式(3-1在式(3-1中 1p 、 2p 分别为缸的工作压力、回油路背压1A 、 2A 分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积F 缸的工作负载m 液压缸的机械效率,取 0.9m =再根据 122A A =, 得 1212m F A p p =- 计算得:夹紧油缸无杆腔工作面积 1210.0083A m =,进给油缸无杆腔工作面积 210.015A m =,由 D =得, 夹紧油缸活塞直径 11102.8D mm

9、=,进给油缸活塞直径 1139.5D mm =,由 d 0.707D 得,11d 72.7mm =, 21d 98.67mm =。参考 /23481993GB T -,圆整后取标准数值,得夹紧缸 11102D mm =, 11d 72mm =, 进给缸 1140D mm =, 1d 98mm =。 由 214D A =, (2224D d A -=求得液压缸两腔的实际有效面积为夹紧缸两腔的实际有效面积为 142181.710A m -=,242140.910A m -=进给缸两腔的实际有效面积为 1422151.710A m -=,242276.310A m -=经检验,参考机械设计手册 ,活

10、塞杆强度和稳定性均符合要求。 根据计算出的液压缸的尺寸,可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压 力、 流量和功率, 如表 3 2和表 3 3所列, 由此绘制的液压缸工况图如图 3-1, 图 3-2所示 进给缸的工况图图3-1 夹紧缸的工况图图 3-2表 3-1按工作压力选取 d/D 注:快退时,液压缸有杆腔进油,压力为 p 1,无杆腔回油,压力为 p 2。4 拟定液压系统原理图4.1选择基本回路4.1.1选择调速回路由图 3-1可知,机床液压系统功率与运动速度,工作负载为阻力负载且工作 中变化小,故可选用进口节流调速回路。由于系统选用节流调速方式,系统必 然为开式循环系统。4.1.2选择油源形式

11、从工况图可以清楚看出,在工作中两个液压缸要求油源提供快进、快退行 程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。夹紧系统中最大流量与最小流量之比max minq /q=0.287/0.268=1.07, 而在进给系统中最大流量与最小流量之比 max minq /q=91.96/18.2=5.05。在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以 随时调节。根据该机床工作原理,则系统两个油缸可公用一个泵,为此可选用 限压式变量泵或叶片泵作为油源。 且两者都能实现系统功能, 从要求压力较高、 系统效率、经济适用的角度来看,最后确定选用双作用叶片泵方案。4.1.3选择快速运动和换向回路考虑系统流量较大,系

12、统中选用电磁换向阀换向回路,控制进油方向选用 三位四通电液换向阀,控制液压缸选用三位四通电液换向阀,如图 4-1所示。 图 4-14.1.4选择速度换接回路系统由快进转为工进时,为减少速度换接时的液压冲击,选用行程阀控制 的换接回路。为了给进给缸快退发出信号,由于最大行程可以随时调节,则需 要设置一个行程开关。为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快 退信息,在进给缸旁设置一个压力继电器。如图 4-2所示。 图 4-24.1.5选择进油调压回路在双缸利用一个双作用叶片泵供油,根据本机床工作原理和工作参数可知 两个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。需要设置简单 的调压,

13、即在进给系统和夹紧系统中各设置一个溢流阀调节压力。如图 4-3所 示。 图 4-34. 2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起,并经修改和完善,就可得到完整 的液压系统工作原理图,如图 4-4所示。在图 4-4中,为了避免机床夹紧工作 停止后,夹紧油缸回路中无法保持夹紧力,图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。 图 4-4表 4-1系统的动作循环表 5 计算和选择液压件5.1确定液压泵的规格5.1.1 计算液压泵的最大工作压力由表 2 1和表 2 2可知, 进给缸在工进时工作压力最大, 最大工作压力为 p 1=8.09MPa,如在调速阀进口节流调速回路中,选取进油路上的总压力 损失 p =0.

14、6MPa,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p e =0.5MPa,则泵 的最高工作压力估算为由式 11p e p p p p + 式(5-1 在式(5-1中 1p p 最高工作压力1p 最大工作压力p 总压力损失e p 动作要求压差11(8.090.60.5 9.19p e p p p p MPa MPa +=+=5.1.2 计算液压泵的流量由表 3 2和表 3 3可知,油源向进给缸输入的最大流量为 1.136×10-3 m 3/s ,若取回路泄漏系数 K =1.1,由式 p q Kq 式(5-2 式(5-2中 p q 缸最大的流量K 回路泄漏系数q 输入的最大流量。则泵提供油缸

15、最大的流量为13311.11.13610/100.716/min p q Kq m s L -=考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min,则泵的总流量 103.716/min p q L , 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本,最后确定选取 24136PV R -型叶片 泵,排量为 136/p q mL r =。若取液压泵的容积效率为 0.9v =,则当泵的转速980/min p n r =时:液压泵的实际输出流量为:1369800.9/1000/min 119.95/min p q L L =。5.2确定电动机功率由表 3 2和表 3 3可知,进给油缸工进时输入功率最大,这时液压泵最 大

16、工作压力为 9.42MPa ,若取液压泵总效率 p =0.8,由式 p ppp q P =式(5-3式(5-3中 P 电动机功率,p p 工作压力, p q 工作流量 ,p 液压泵总效率。这时液压泵的驱动电动机功率为9. 19119. 9522. 97600. 8p ppp q P kW kW =,根据此数值查阅产品样本,选用规格相的 Y225M 6型电动机, 其额定功率为 30KW , 额定转速为 980r/min。5.3确定其它元件及辅件5.3.1 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量,查阅产品样本,选出的阀类元件和辅件规格如表 5 1所列。 5.3.2

17、 确定油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定, 由于液压缸在实际快 进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量,与 原定数值不同,重新计算的结果如表 5 2所列。由表 5 2可以看出,液压缸 在各阶段的实际运动速度符合设计要求。表 5 2各工况实际运动速度、时间和流量 根据表 5 2数值,系统中当油液在压力管中流速取 v=3m/min由式d = 计算得各液压缸系统中相连的油管内径分别为 jj d =29.38mm = jg d =229.14mm = 由于两根管道内径差别大,则不统一选取。查阅产品样本,选出夹紧缸系 统中选用外径 14mm 、厚度 1.6mm 的钢

18、管,进给缸系统中选用外径 34mm 、 厚度 3mm 的无缝钢管。5.3.3确定油箱油箱的容量按式 p V q =估算, 其中 为经验系数, 低压系统, =24;中压系统, =57;高压系统, =612。由式 p V q = 式(5-4 式(5-4中 V 油箱的容量经验系数 p q 最大工作流量现取 7=,得:7119.95839.65p V q L L = 按 /79381999JB T -规定,取标准值 1000V L =。6 验算液压系统性能6.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定, 整个系统的压力损失无法全面估算, 所以只能 估算阀类元件压力损失,待设计好管路布局图后,加上管路的

19、沿程损失和局部 损失即可。但对于中小型液压系统,管路压力损失可以不考虑。压力损失的验 算应按一个工作中不同阶段分别进行。6.1.1夹紧缸系统的验算1快进快进时,液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上,油液通过单向阀 10、 通过电液换向阀 7、再通过电液换向阀 2、通过行程阀 3的流量都为 5.3/min L , 然后进入液压缸无杆腔。由式 2sn v n en q p p q = 式(6-1 式(6-1中 vp 总压力总损失 n p 元件压力损失sn q 实际通过流量en q 额定通过最大流量在进油路上,由式(6-1得压力总损失为222219.0719.0719.0719.070.350.50

20、.50.212516016050v p =+ (0.0530.0070.0070.029MPa =+0.096MPa =此值不大,不会影响提供液压缸所需压力。在回油路上,无腔杆中油液通过通过单向阀 10流量为 42.2/min L ,流入回 油箱。在回油路上,由式(6-1计算压力损失为238.140.50.0284160v p MPa = 此值不大,不会影响提供液压缸系统。2夹紧夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀 10、通过电液换向阀 7、再通过电液换向阀 2的流量都为 5.6/min L 、调速阀 4进入液压缸无杆腔,在调速阀 4处的压力损失为 0.5MPa 。在回油路上,油液通过电液换向

21、阀 7返回油箱。若 忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上由式(6-1计算总的 压力损失为2224.94.94.90.350.50.50.5125160160v p =+ (0.00050.00050.00050.5MPa =+0.5015MPa =在回油路上由式(6-1计算总的压力损失为29.850.50.002160v p MPa = 该值微略大于液压缸的回油腔压力 p 2=0MPa,可见此值与初算时选取的背压值 基本相符。按表 3 2的公式重新计算液压缸的工作压力为(4610221/333330.00240.9100/81.710104.08p F P A A MPa -=+

22、=+=此值与表 3 2数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p e =0.5MPa,故由式(5-1溢流 阀的调压 1p A p 应为114.080.50150.55.0815p A v e p p p p MPa >+=+=3快退滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀 10、电液换向阀 7、电液换 向阀 10的流量都为 19.9/min L ,然后进入液压缸有杆腔。在回油路上,油液通 过单向阀 5、 液控单向阀 2和电液换向阀 1流量都为 9.85/min L , 返回油箱。 在 进油路上由式(6-1总的压力损失为22219.0719.0719.070.350.50.51251

23、60160v p =+ (0.0080.0070.007MPa =+0.022MPa =此值较小,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路由式(6-1上总的压力损失为2229.859.859.850.50.350.516040160v p =+ (0.0020.0210.002MPa =+0.025MPa =该值小于表 3 2液压缸的回油腔压力 p 2=0.5MPa, 但由于机床夹紧缸系统中冲 击很小,再参考表 5 2中的速度数据则不会影响系统安全。6.1.2进给缸系统的验算(1快进快进时,液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上,油液通过单向阀 14、通 过电液换向阀 2、再通过电液换向阀

24、 3a 、通过二位二通电磁换向阀 7的流量都 为 119.95/min L ,然后进入液压缸无杆腔。在进油路上,压力总损失失2222119.95119.95119.95119.950.350.50.50.5125160300160v p =+ (0. 3220. 2810. 080. 28M P a =+0. 963M P a = 此值不大, 再参考表 5 2中的速度数据, 不会太影响提供液压缸所需压力和速 度。在回油路上,无腔杆中油液通过通过单向阀 3a 流量为 238.49/min L ,流入 回油箱。在回油路上,压力损失为2238.490.50.314300v p MPa = 此值不大,

25、 再参考表 5 2中的速度数据, 不会太影响提供液压缸所需压力和速 度(2工进夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀 14、通过电液换向阀 2、再通过电液换向阀 3a 的流量都为是 18.2/min L 、调速阀 8进入液压缸无杆腔,在调 速阀 8处的压力损失为 0.5MPa 。在回油路上,油液通过电液换向阀 3a 返回油 箱。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上总的压力损失 为22218.218.218.20.350.50.50.5125160300v p =+ (0.00740.00650.00180.5MPa =+0.5157MPa =此值略大于估计值 0.5MPa 但基本

26、相符。在回油路上总的压力损失为236.40.50.0074300v p MPa = 该值微略大于液压缸的回油腔压力 p 2=0MPa,可见此值与初算时选取的背压值 基本相符。按表 3 3的公式重新计算液压缸的工作压力为(4610221/1223310.007476.3100/151.710108.068p F P A A MPa -=+=+=此值与表 3 3数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p e =0.5MPa, 故溢流阀 12的调压 1p A p 应 为:118.0680.51570.59.08p A v e p p p p MPa >+=+=此值是调整溢流阀 12的调

27、整压力的主要参考数据。(3快退滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀 14、电液换向阀 2、电液换 向阀 3a 的流量都为 119.95/min L ,然后进入液压缸有杆腔。在回油路上,油液 通过单向阀 9和电液换向阀 3a 流量都为 58.8/min L ,返回油箱。在进油路上为 总的压力损失222119.95119.95119.950.350.50.5125160300v p =+ 此值远小于估计值,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为22258.858.858.80.350.50.5125160300v p =+ 0.164MPa =该值小于表 3 3液压缸的回

28、油腔压力 p 2=0.5MPa, 但由于机床夹紧缸系统中冲 击很小,则不会影响系统安全。攀枝花学院 液压传动课程设计 6.2 验算系统发热与温升 系统工进在整个工作循环中占 90%以上，所以系统的发热与温升可按工进 工况来计算。根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作， 则分别计算。 由式 式（6-2）中 Po = Fv Po 输出功率， F 工作负载， 式（6-2） v 工作速度 对于夹紧缸工进时液压系统的有效功率即系统的输出功率由式（6-2）为 Po = Fv = 30000 × 0.009 = 0.27 Kw 103 在工进时，系统流量通过溢流阀 11 来控制，由式（5-3）

29、泵的总输出功率 为 0 .5 × 10 6 × 19 .0 7 1 9.0 7 × 10 3 + 4.0 8 × 1 0 6 × × 1 0 3 2 50 250 Kw 0 .8 × 1 0 3 Pi = = p pq p = 3 8.1 4 + 3 1 1.2 2 Kw 0 .8 × 1 0 3 = 0 .4 36 K w 由此可计算出系统的发热功率为 H i = Pi Po = ( 0.436 0.27 Kw = 0.166 Kw 按式 T = H 3 V 2 × 103 计算工进时系统中的油液温升，即 T = 0.166 × 103 3 0 1000 2 C = 1.66 0C 设环境温 T2=25°C，则